液压元件与系统设计教案

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1、液压元件与系统设计 第1章 绪论第1章 绪论1.1液压系统的类型与特点1.1.1分类方式液压系统可以按多种方式进行分类，见图1-1。各种类型液压系统的特点、实例及应用场合见1.1.2节所述。图1-1液压系统的分类1.1.2各类液压系统的特点及应用1.开式系统与闭式系统(1)开式系统。这种系统液压泵从油箱吸油，执行器回油返回油箱。系统需要较大容积的油箱。这种系统应用最为普遍。开式系统示例如图1-2(a)所示，液压泵3从油箱吸油，经节流阀7、换向阀8进入液压缸9(也可以是液压马达或摆动液压马达)，液压缸或液压马达的回油经阀8排回油箱，工作液在油箱中冷却及沉淀后再进行工作循环。图1-2 采用图形符号

2、绘制的液压系统原理1，10一油箱，2，11一过滤器；3，12一单向定量液压泵；4一压力表开关，5一压力表，6，13一溢流阀；7一节流阀，8一二位四通电磁换向阀；9一活塞式单杆液压缸，14一双向变量液压泵，15，16一单向阀，17一双向定量液压马达(2)闭式系统。闭式系统中，执行器排出的油液返回到泵的进口。系统效率较高，需用补油泵补油，并用冲洗阀换油，进行热交换。这种系统多用于车辆、起重运输机械、船舶绞车、造纸和纺织等机械设备中。闭式系统示例如图1-2(b)所示，双向变量液压泵14的吸油管路直接与液压马达17的回油管路相连通，形成一个闭合回路，单向定量液压泵12经单向阀15或单向阀16补偿系统中

3、各液压元件的泄漏损失。2.液压传动系统与液压控制系统 (1)液压传动系统。液压传动系统一般为不带反馈的开环系统(图1-3为其原理方块图)，以传递动力为主，以信息传递为次，追求传动特性的完善。系统的工作特性由各组成液压元件的特性和它们的相互作用来确定，其工作质量受工作条件变化的影响较大。液压传动系统应用较为普遍。大多数工业设备液压系统属于此类。图1-2为液压传动系统的实例。(2)液压控制系统。液压控制系统多为采用伺服阀等电液控制阀组成的带反馈的闭环系统(图1-4为原理方块图)，以传递信息为主，以传递动力为次，追求控制特性的完善。由于加入了检测反馈，故系统可用一般元件组成精确的控制系统，其控制质量

4、受工作条件变化的影响较小。液压控制系统在高精数控机床、冶金、航空、航天等领域应用广泛。图1-3开环控制的液压系统原理方块图 图1-4闭环控制的液压系统原理方块图 液压控制系统示例如图1-5所示，这是一个泵控式电液速度控制系统，通过改变双向变量液压泵5的排量对双向定量液压马达6调速。而变量泵的排量调节通过电液伺服阀2和双杆液压缸3组成的阀控式电液伺服机构(经常附设在变量泵的内部)的位移调节来实现。负载与指令机构间设有测速电动机(速度传感器)9，从而构成一个闭环速度控制系统。图1-5 泵控式电液伺服速度控制系统1一伺服放大器，2一电液伺服阀；3一双杆液压缸；4一位置传感器；5一双向变量液压泵，6一

5、双向定量液压马达，7一安全溢流阀组；8一补油单向阀，9一测速电动机当系统输入指令信号后，控制液压源的压力油经电液伺服阀2向双杆液压缸3供油，使液压缸驱动变量泵的变量机构在一定位置下工作；液压马达的输出速度由测速电机检测，转换为反馈信号，与输入指令信号相比较，得出偏差信号控制电液伺服阀的阀口开度，从而使变量泵的变量机构，即变量泵的排量保持在设定值附近，最终保证双向定量液压马达6在希望的转速值附近工作。位置传感器4构成内部反馈环节，用以提高系统的控制精度。 随着科学技术的飞速发展和现代机械设备技术性能要求的不断提高，这种分类方法并非是绝对的。因为现代机械设备(如数控机床、武器装备和航空航天设备等)

6、的动力传递和控制指标都很重要，所以其液压传动系统和液压控制系统在具体结构上往往融为一体，这时就很难断定这样的系统是传动系统或控制系统。3.阀控系统、泵控系统及执行器控制系统 (1)阀控系统。阀控系统通过改变阀的节流口开度控制流量，从而控制执行器的速度。由于存在节流和溢流损失，故通常效率较低。阀控系统几乎用于各种机械设备。 阀控系统示例如图1-2(a)所示，通过改变节流阀7的节流口开度控制流量，从而控制液压缸9的速度。 (2)泵控系统。泵控系统通过改变变量泵的排量进行速度无级控制或通过多定量泵组合供液来控制流量，进行有级速度控制。由于无节流和溢流损失，故效率较高。主要用于压力加工机械、橡胶塑料机

7、械等大功率液压设备。 图1-2(b)所示为采用变量泵的泵控系统，通过改变变量泵14的排量来控制流量，从而控制液压马达17的速度。 图l-6所示为两台定量泵组合供液系统，通过两个二位二通电磁换向阀的通断电实现不同的组合，使系统输出不同等级的流量，从而满足系统在不同工况下不同瞬时流量的要求。 (3)执行器控制系统。执行器控制系统通过改变执行器的变量液压马达排量或通过多定量液压马达组合工作或通过改变复合液压缸作用面积来控制流量，从而控制速度。与泵控系统类似，此类系统由于无节流和溢流损失，故效率较高。主要用于行走机械、压力加工机械等液压设备。变量液压马达控制系统示例如图1-7所示。图1-6 两台定量泵

8、组合供液系统 图1-7 变量液压马达控制系统示例1，2一定量液压泵；3，4一二位二通电磁换向阀 1一变量液压马达，2一三位四通电磁换向阀，5，6一单向阀，7一溢流阀，8一液压缸 3一溢流阀，4一定量液压泵多定量液压马达组合系统示例如图1-8所示，并联的两个定量液压马达1和定量液压马达2的输出轴刚性地连接在一起，二位四通手动换向阀3左位工作时，压力油仅驱动马达1，而马达2空转；阀3切换至右位时，马达1与2并联。若两马达排量相等，并联时进人每个马达的流量降低一半，而转矩增加一倍。复合液压缸作执行器的液压系统示例如图1-9所示。三个工作腔(a、b、c腔，作用面积分别为Aa、Ab、Ac)的复合液压缸5

9、，通过三位四通电磁换向阀2和二位四通电磁换向阀4改变油液的循环方式及缸在各工况的作用面积，实现快慢速及运动方向的转换；单向阀1作背压阀用，以防止缸在上下端点及换向时产生冲击。液控单向阀3用以防止立置复合缸在系统卸荷及不工作时，其活塞(杆)及工作机构因自重而自行下落。液压泵可以通过三位四通电磁换向阀2的H型中位机能实现低压卸荷。图1-8 多定量液压马达组合系统示例 图1-9 复合液压缸回路 1，2一定量液压马达：3一二位四通手动换向阀 1一单向阀，2一三位四通电磁换向阀；3一液控单向阀，4一三位四通电磁换向阀，5一溢流阀，6一定量液压泵 4一二位四通电磁换向阀，5一复合液压缸4.中开式系统和中闭

10、式系统(1)中开式系统。中开式系统的主换向阀在中位时，换向阀使液压泵卸荷，液体低压返回油箱(所以系统的主换向阀为M型、H型等中位机能)。这种系统一般采用定量泵为油源；换向阀在中位时，能量传递从基本为零的低值开始，换向后能量就上升，使压力液体进入执行器，去克服负载；换向阀在中间位置时，内泄漏极微。通常在能满足同一功能情况下，中开式回路能耗较低。中开式系统多用于需间歇运动或支撑负载而又不希望频繁启停原动机等工况类型。图1-7、图1-8和图1-9均为中开式系统实例。(2)中闭式系统。中闭式系统的主换向阀在中位时，换向阀所有油口均封闭(O型中位机能)，如果采用定量泵供油，则液压泵的液体经溢流阀高压返回

11、油箱（参见图1-10(a)）。换向阀在中位时，能量传递从高值开始，即从系统的最大调压值开始，只要换向，其能量就可以为执行器所利用；换向阀在中间位置时，有时承受系统的全部压力，因此内泄漏量比中开式系统要大。通常在能满足同一功能情况下，中闭式回路能耗较高，但如果增加中位卸荷措施例如采用电磁溢流阀，（参见图l-10(b)）或改用压力补偿式变量泵供油（参见图1-10(c)），则可大大降低中闭式的能耗。中闭式液压系统在多种设备中均有应用。图1-10 中闭式系统1一定量泵，2一溢流阀，3一压力表开关，4一压力表，5-三位四通电磁换向主阀， 6一液压缸，7一电磁溢流阀，8一压力补偿式变量泵 5.固定设备用系

12、统和行走设备用系统(1)固定设备用系统。此类液压系统多为开式循环系统，包括用于各类工业设备，如机床(工件夹紧、工作台进给、换向、主轴驱动)、压力机(压制、压边、换向、工件顶出)、压铸机及注塑机(合模、脱模、预塑、注射机构)甚至公共设施，如医疗器械、垃圾压榨等机械设备和工作装置中的系统。(2)行走设备用系统。此类液压系统既有开式循环系统也有闭式循环系统，包括用于车辆行驶(行走驱动、转向、制动及其工作装置)，物料传送装卸搬运设备(传递机构、转位机构)以及航空、航天、航海工程中的各种系统。1.2现代液压技术的发展和主要任务1.2.1液压传动技术的历史进展与趋势从公元前200多年前到17世纪初，包括希

13、腊人发明的螺旋提水工具和中国出现的水轮等，可以说是液压技术最古老的应用。自17世纪至19世纪，欧洲人对液体力学、液体传动、机构学及控制理论与机械制造做出了主要贡献，其中包括：1648年法国的B帕斯卡(且Pascal)提出的液体中压力传递的基本定律；1681年D帕潘(DPapain)发明的带安全阀的压力釜；1850年英国工程师威廉姆乔治阿姆斯特朗(WilliamGeorgeArmstrong)关于液压蓄能器的发明；19世纪中叶英国工程师佛莱明詹金(FJinken)所发明的世界上第一台差压补偿流量控制阀；1795英国人约瑟夫布瑞玛(JosephBramah)登记的第一台液压机的英国专利；这些贡献与

14、成就为20世纪液压传动与控制技术的发展奠定了科学与工艺基础。19世纪工业上所使用的液压传动装置是以水作为工作介质，因其密封问题一直未能很好解决以及电气传动技术的发展和竞争，曾一度导致液压技术停滞不前。此种情况直至1905年美国人詹涅(Janney)首先将矿物油代替水作液压介质后才开始改观。20世纪30年代后，由于车辆、航空、舰船等功率传动的推动，相继出现了斜轴式及弯轴式轴向柱塞泵、径向和轴向液压马达；1936年HarryVickers发明了先导控制压力阀为标志的管式系列液压控制元件。第二次世界大战期间，由于军事上的需要，出现了以电液伺服系统为代表的响应快、精度高的液压元件和控制系统，从而使液压

15、技术得到了迅猛发展。20世纪50年代，随着世界各国经济的恢复和发展，生产过程自动化的不断增长，使液压技术很快转入民用工业，在机械制造、起重运输机械及各类施工机械、船舶、航空等领域得到了广泛发展和应用。同期，德国阿亨工业大学(TH Aachen)在仿形刀架方面，美国大进展(出版了著名的液压气动控制一书)。这些成果乃至Harry Vickers发明的先导式压力控制阀结构至今仍为全世界所采用。20世纪60年代以来，随着原子能、航空航天技术、微电子技术的发展，液压技术在更深、更广阔的领域得到了发展，60年代出现了板式、叠加式液压阀系列，发展了以比例电磁铁为电气机械转换器的电液比例控制阀并被广泛用于工业

16、控制中，提高了电液控制系统的抗污染能力和性能价格比。70年代出现了插装式系列液压元件。80年代以来，液压技术与现代数学、力学和微电子技术、计算机技术、控制科学等紧密结合，出现了微处理机、电子放大器、传感测量元件和液压控制单元相互集成的机电一体化产品(如美国Lee公司研制的微型液压阀等)，提高了液压系统的智能化程度和可靠性，并应用计算机技术开展了对液 压元件和系统的动、静态性能数字仿真及结构的辅助设计和制造(CADCAM)。如前所述，随着科学技术的进步和人类环保、能源危机意识的提高，近20年来人们重新认识和研究以历史上以纯水作为工作介质的纯水液压传动技术，并在理论上和应用研究上，都得到了持续稳定

17、地复苏和发展，正在逐渐成为现代液压传动技术中的热点技术(EmergingTechnology)和新的发展方向之一。液压技术的应用领域也不断拓展，几乎囊括了国民经济的各个部门：从机械加工及装配线到材料压延和塑料成形设备；从材料及构件试验机到电液仿真试验平台；从建筑及工程机械到农业及环境保护设备；从电力、煤炭等能源机械到石油天然气探采及各类化工设备；从矿山开采机械到钢铁冶金设备；从橡胶、皮革、造纸等轻工机械到家用电器、电子信息产品自动生产线及印刷、办公自动化设备；从食品机械及医疗器械到娱乐休闲及体育训练器械；从航空航天控制到船舶、铁路和公路运输车辆液压传动与控制已成为现代机械工程的基本要素和工程控

18、制的关键技术之一。21世纪将是信息化、网络化、知识化和全球化的世纪，信息技术、生命科学、生物技术和纳米技术等新科技的日益进展将对液压传动与控制技术的研究、设计观念及方法、对包括液压阀在内的各类液压产品的结构与工艺、对其应用领域以及企业的经营管理模式产生深刻影响并带来革命性变化。在社会和工程需求的强力推动及机械与电气传动及控制的挑战下，液压传动与控制技术将依托机械制造、材料工程、微电子及计算机、数学及力学、控制科学，不断发挥自身优势，满足客观需求，变得更为绿色化、机械电子一体化、模块化、智能化和网络化，将自身推进到新的水平。国内外液压技术发展的主要动向见表1-1。表1-1 国内外液压技术发展的主

19、要动向1.2.2我国液压传动技术的发展及现状我国的液压技术是随着新中国的建立、发展而发展起来的，从1952年上海机床厂试制出我国第一台液压元件(齿轮泵)起，迄今，大致经历了创业奠基、体系建立、成长发展、引进提高等几个发展阶段。20世纪50年代初期，我国没有专门的液压元件制造厂，上海、天津、沈阳、长沙等地机床厂的液压车间自产自用仿前苏联的径向柱塞泵、叶片泵、组合机床用液压操纵板、磨床操纵箱及液压刨床、给液压机配套的高压柱塞泵等元件。此期间的液压产品多为管式连接，结构差，性能基本上是国际上20世纪40年代的水平。1959年，国内建立了首家专业化液压元件制造企业天津液压件厂。进入20世纪60年代，液

20、压技术的应用从机床行业逐渐推广到农业机械和工程机械等领域，为了解决仿苏产品品种单调、结构笨重和性能落后的问题，并满足日益增长主机行业的需要，我国的液压工业从仿制开始走向自行开发设计的道路。60年代初，我国液压元件工业的统一规划组织及技术开发工作分别划归北京机床研究所、济南铸锻机械研究所、广州机床研究所和大连组合机床研究所等有关科研院所管理。1965年，为适应液压机械从中低压向高压方向的发展，成立了榆次液压件厂，并引进了日本油研公司公称压力21MPa的中高压系列液压阀及其全部制造加工和试验设备。同时引进30万美元的液压元件国外样机，组 织测绘仿制。19661968年以广州机床研究所(现广州机械科

21、学研究院，下同)为主，联合开发设计了公称压力为2.5MPa和6.3MPa的中低压系列液压元件，包括方向、压力、流量三大类液压阀及液压泵、液压马达等共187个品种、1000余个规格，并相继批量投产。1966年，北京机床研究所研制成功了喷嘴挡板式电液伺服阀并用于电火花机床。1967年，济南铸锻机械研究所完成了32MPa的CYl41型轴向柱塞泵的系列设计。1968年，在公称压力21MPa液压阀系列基础上，有关科研院所和企业设计了我国第一套较为完整的公称压力31.5MPa的高压液压阀系列图纸，并在有关液压元件制造厂陆续投入生产，在各行业获得广泛使用。到60年代末70年代初，随着生产机械化的发展，特别是

22、在为第二汽车制造厂等主机企业提供高效、自动化设备的带动下，液压元件制造业出现了迅速发展的局面，一批中小企业也成为液压件专业制造厂。1968年我国液压元件年产量已接近20万件。至此已基本形成一个独立的液压元件制造工业体系。20世纪70年代，在高压液压阀品种规格逐渐增多的情况下，为了实现标准化、系列化和通用化，扩大品种，提高质量，追赶国际先进水平。1973年，有关科研单位、高等院校、液压阀专业制造厂等10多个单位参加，组成液压阀联合设计组，在分析对比国内外同类液压阀产品的设计、结构、性能、工艺特点及国内液压阀生产现状基础上，完成了我国公称压力32MPa高压阀新系列图纸的设计。该系列图纸吸收了国内外

23、产品的优点，共100多个品种，3000多个规格，特别是使安装连接尺寸与国际相应有关标准得到了统一。1978年通过了全系 列图纸的审查，样机的试制、试验、鉴定等一系列工作，并推广全国生产。70年代期间，广州机床研究所开发研制成功电液比例溢流阀、电液比例流量阀，并与上海液压件一厂合作研制了JK系列液压集成块(1973年)；大连组合机床研究所开始叠加阀研究(1974年)；北京机床研究所试制成功QDY2型电液伺服阀及DYM型电液脉冲马达(1975年)；济南铸锻机械研究所研制成功插装阀及其液压系统(1977年)。同期，还研制成功了摆线转子泵及皮囊式蓄能器等液压产品。可以说，整个?0年代是我国液压元件品种

24、发展最多的时期之一。进入20世纪80年代，在国家改革开放的方针指引下，随着机械工业的发展，基础件滞后于主机的矛盾日益突出，并引起各有关部门的重视。为此，原一机部于1982年组建了通用基础件工业局，将原分散在机床、农业机械、工程机械等行业归口的液压专业厂，统一划归通用基础件局管理，从而使该行业在规划、投资、引进技术和科研开发等方面得到基础件局的指导和支持。从此进入了快速发展期，先后引进了40余项国外先进液压技术（其中包括北京液压公司从原西德力士乐(REXROTH)公司引进的轴向柱塞泵和马达、高压液压阀，榆次液压件厂从美国威格士(VICKERS)公司引进的液压阀，德州液压机具厂从西德FAG公司引进

25、的超高压液压泵及阀等）。经消化吸收和技术改造，现均已批量生产，并成为行业的主导产品。近年来，行业加大了技术改造力度，19911998年国家、地方和企业自筹资金总共投入约16亿元之多。经过技术改造和技术攻关，一批主要企业技术水平进一步提高，工艺装备得到很大改善，为形成高起点、专业化、批量生产打下了良好基础。近几年，在国家多种所有制共同发展的方针指引下，不同所有制的中小企业迅猛崛起，呈现出勃勃生机。随着国家进一步开放，三资企业迅速发展，对提高行业水平和扩大出口起着重要作用。目前我国已和美国、日本、德国等国著名厂商合资或由外国厂商独资建立了柱塞泵马达、转向器、液压控制阀、液压系统、静液压传动装置、液

26、压件铸造、橡塑密封等类产品生产企业50多家，引进外资2亿多美元。同时，广州机床研究所自行研制成功了电液比例复合阀(1980年)、电液数字阀(1985年)和GE系列中高压阀(1989年)，同期还有大连组合机床研究所的叠加阀系列、低功耗电磁阀、凸轮转子泵、低噪声叶片泵等以及新原理电液比例阀及电液集成块等成果。经过近半个世纪的努力，我国液压行业已形成了一个门类比较齐全，有一定生产能力和技术水平的工业体系。据1995年全国第三次工业普查统计，我国液压工业中，乡及乡以上年销售收入在100万元以上的国营、村办、私营、合作经营、个体、“三资”等企业共有约700家，形成了国内自行开发、引进技术制造、合资生产、

27、仿制消化的多元化格局。通过技术引进、自主开发和技术改造，高压柱塞泵、齿轮泵、叶片泵、通用液压阀、液压缸等一大批产品的技术水平有了明显的提高，并可稳定地批量生产，为各类主机提高产品水平提供了保证。另外，在液压元件和系统的CAD、污染控制、比例伺服技术等方面也取得一定成果，并已用于生产。目前，液压产品有1200个品种、10000多个规格(含液力产品60个品种、500个规格)，已基本能适应各类主机产品的一般需要，为重大成套装备的品种配套率也可达60以上，并开始有少量出口。按1996年国际同行业统计，我国液压行业总产值2348亿元，居世界第6位。1998年国产液压件产量480万件，销售额约28亿元(其

28、中机械系统约占70)，液压产品产销率为975。充分反映了产销基本衔接。据统计，2004年液压行业工业总产值(现行价)达约103亿元，首次突破100亿元，创历史最高水平。目前，我国的液压元件制造业已能为包括金属材料工程、机床与汽车工业、电力与煤炭行业、石油天然气探采与化工装备、矿山及冶金机械、铁路与公路运输、建材建筑、工程机械及农林牧机械、家电五金、轻工纺织、航空与河海工程、计量质检与特种设备、国防及武器装备、公共设施与环保等行业在内的多种部门提供较为齐全的液压元件产品。1990年中国液压气动密封件工业协会成立，为振兴发展我国的液压、气动、密封件工业发挥了重要作用。在科研与生产发展同时，我国液压

29、行业的标准化工作也有了很大发展。截止到2004年5月底，国内共有液压气动标准145项(国家标准79项，行业标准66项)。这些标准多数与国际标准化组织(1SO)所颁布的同类标准相一致，从而为提高我国液压元件的标准化、系列化、通用化程度，组织专业化生产，提高产品的性能、发展新品种和互换性，以及国际间的技术交流及机电产品配套出口贸易提供了有利条件。应当指出，尽管我国液压工业已取得了很大的进步，但与主机发展需求及和世界先进水平相比，尚存在不少差距，主要反映在：产品品种少(例如约为美国的1/6，德国的1/5)，水平低，质量不稳定，早期故障率高，可靠性差（例如齿轮泵的工作压力，国内一般为14MPa，国外为

30、2128MPa；柱塞泵的寿命国产的为5000h，比国外低1/2，噪声比国外高510dB(A)），液压阀的寿命为国外的1/2，特别是机电一体化的元件和系统，国内尚未广泛应用；专业化程度低，规模小，经济效益差(例如2000年国内135个液压件厂年平均每个厂生产5.16万件，年产30万件以上的只有5家，产值超过2亿元的企业只有3个， 而德国力士乐公司年产各种液压产品130万件，而美国派克公司1999年销售额46亿美元)；科研开发力量尚较薄弱，技术进步缓慢(例如国内企业虽然政策规定可以提取销售额的1，用于企业的科研开发，但很多企业无力支付，而各大著名跨国公司用于科技开发的资金占其销售额的5，甚至高达1

31、0)；本行业产品尚未打开国际市场。液压气动产品国际市场容量很大，但我国的出口则刚刚起步，发展余地很大。因此，国家十分重视液压工业的发展，仅以科学技术部等有关部、局共同组织编制的中国高新技术产品目录2000为例，就有高压液压柱塞泵马达、高压液压阀、高压整体式多路阀、中高压变量叶片泵、中高压齿轮泵等液压产品列入了“光机电一体化”领域的“高性能机电基础件”类。可以相信，随着综合国力的增强、科学技术的进步及产业和产品结构的调整，我国的液压技术将会得到更大的发展。1.2.3现代液压系统设计的主要任务液压系统分析是对已经存在的系统进行原理性能分析，而液压系统设计则是组成一个新的能量传递系统，以完成一项专门

32、的任务。如前所述，液压传动系统和液压控制系统工作特征和追求的目标不同，因此，二者设计内容上也存在着差异。通常，前者侧重静态性能设计，而后者除了静态性能外，还包括动态性能设计。 液压传动系统的设计与主机的设计是紧密联系的，当从必要性、可行性和经济性几方面对机械、电气、液压和气动等传动形式进行全面比较和论证，决定应用液压传动之后，二者往往同时进行。所设计的液压传动系统首先应满足主机的拖动、循环要求，其次还应符合结构组成简单、体积小、重量轻、工作安全可靠、使用维护方便、经济性好等公认的设计原则。由于设计着眼点的不同，所以液压系统的设计迄今尚未确立一个公认的统一步骤。实际设计工作中，往往是将追求效能和

33、追求安全二者结合起来，并按图1-11所示内容与步骤来设计液压传动系统。但由于各类主机设备对系统的要求不同及设计者经验的多寡，其中有些内容与步骤可以省略和从简，或将其中某些内容与步骤合并交叉进行。例如，对于较简单的系统，可以适当简化设计程序；但对于重大工程的复杂系统，往往还需在初步设计基础上进行计算机仿真试验或进行局部实物试验并反复修改，才能确定设计方案。图1-11 液压传动系统的一般设计流程- 186 -液压元件与系统设计 第2章 液压泵的设计与计算第2章 液压泵的设计与计算2.1齿轮泵的设计与计算设计齿轮泵时，应该在保证所需性能和寿命的前提下，尽可能使泵的尺寸小、重量轻、制造容易、成本低，以

34、求技术上先进，经济上合理。因此，合理选择齿轮泵的各项参数及有关尺寸是非常关键的，设计时通常给出泵的工作压力p和排量V作为原始设计参数。现以两个齿轮基本参数相同的高压齿轮泵为例来说明其设计要点。2.1.1齿轮泵各参数的选择原则齿轮泵各参数的主要关系式是平均流量计算公式，即： () （21） () （22）式中：泵的理论流量；泵的实际流量； 流量修正系数；值通常为1.051.15；低压齿轮泵齿数一般为1319，推荐；高压齿轮泵齿数一般为613，推荐；B齿宽(mm)；Z齿数；m模数(mm)；n转速(r/min)；容积效率，般=0.850.95。流量是设计参数，只要确定B、Z、m、n后泵的结构尺寸就大

35、体确定了，然后参考有关结构进行设计，最后进行强度校验。下面来讨论如何确定B、Z、m、n这些参数。1.确定转速n：从流量公式可知，齿轮泵的流量Q与转速n成正比，转速越高，则流量越大。但转速不能太高，因为转速太高时，油液在离心力的作用下，不能填满吸油腔的工作容积，并且对吸油腔的吸油也造成阻力，这时很容易产生气蚀现象，使泵的容积效率降低，特别是当油液粘度高时，齿轮节圆的线速度就受一定限制。在各种油液粘度下，允许最大节圆线速度见表2-1。此外，液压泵的转速也不能太低，因为当工作压力一定时，液压泵的泄漏量也接近于一定值，它与转速的关系不大；但转速越低，流量越小，则液压泵的泄漏量与输油量的相对比值将越大，

36、也就是液压泵的容积效率越低。当转速低至液压泵的理论流量和泄漏量相等时，则液压泵就不能出油。最低节圆圆周速度可按下列经验公式确定： （） （23）式中：液压泵的工作压力(bar)； 油液在50时的恩氏粘度。当齿轮泵的转速低于200300 r/min时，泵已不能正常工作了。若齿轮泵采用交流电动机拖动，转速一般为：750 r/min、1000 r/min 、1500 r/min，在航空上用到3000 r/min或更高。表2-1 齿轮泵齿轮节圆极限速度和油的粘度关系油的运动粘度124575152300530760齿轮节圆极限线速度543.732.21.61.252.确定齿数Z：齿数Z的确定，应根据液压

37、泵的设计要求从流量、压力脉动、机械效率等方面综合考虑。从泵的流量方面来看，在齿轮分度圆直径不变的条件下，齿数越少，模数越大，泵的流量就越大。从泵的性能来看，齿数减少后，对改善困油及提高机械效率有利，但使泵的流量及压力脉动增加。目前齿轮泵的齿数Z一般为619。对于低压齿轮泵，由于应用在机床方面较多，要求流量脉动小，因此低压齿轮泵齿数Z一般为1319。齿数1417的低压齿轮泵，由于根切较小，般不进行修正。对于高压齿轮泵，要求有较大的齿根强度。此外为了减小轴承的受力，要减小齿顶圆直径，这样势必要增大模数，减少齿数，因此高压齿轮泵的齿数较少，一般取Z=614。为了防止根切，削弱了齿根强度，齿形均须进行

38、修正。3.确定齿宽B：齿轮泵的流量与齿宽成正比。增加齿宽可以相应地增加流量。而齿轮与泵体及盖板间的摩擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成比例地增加，因此，齿宽较大时，液压泵的总效率较高。但对高压齿轮泵，齿宽不宜过大，否则将使齿轮轴及轴承上的载荷过大，使轴及轴承设计困难。一般对于高压齿轮泵，。对于低压齿轮泵，。这里为齿轮模数。泵的工作压力越高，上述系数应取得越小。4.确定齿轮模数：对于低压齿轮泵来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从泵的流量、压力脉动、噪声以及结构尺寸大小等方面考虑。从流量公式(21)可以看出，模数越大，泵的流量就越大。并且当齿轮节圆直径一定时，对流量来讲，增大模数比增加齿数

39、有利。因此为了减小泵的体积，希望在可能的条件下尽量增大模数，减少齿数。但齿数太少将使液压泵的流量及压力脉动增加，因此模数选择要适当。模数的粗略估算可用下面的经验公式： （mm） （24）式中：Q泵的实际流量()。上述计算公式中，假定；容积效率；当这些参数不在此范围内时，系数值也要变化。目前中低压齿轮泵所用的模数值如表2-2所示。表2-2 中低压齿轮泵的模数值Q (L/min) m (mm) 4 6 10 1.52 12 25 32 2.53 40 50 63 3.54 80 100 125 4.55当工作压力大于10MPa时，应考虑到齿轮强度须适当增大模数。齿轮泵精确流量计算公式为(见式(25

40、) （）(25)当齿顶高等于模数 (即齿顶高系数)的标准齿轮，其 ，式中：齿顶圆半径；节圆半径；齿轮基节；将上式代入流量公式得 （） (26)式中：标准压力角，。 令B=Km，经整理后得 （mm） (27)式中：泵的理论流量，()； n泵的转速，(r/min)； K齿宽系数，对于低压齿轮泵K=610，对于高压齿轮泵K=36； Z齿数，Z=619。对于齿数Z13的齿轮泵，齿形须修正，其模数的精确计算公式为： （mm） （28）2.1.2齿轮泵的设计步骤齿轮泵的流量、压力为已知的设计参数。1.确定泵的理论流量为 （29）式中：泵的容积效率，一般=0.850.95。2.选定转速：由原动机直接驱动，原

41、动机的转速即为泵的转速，或将原动机减速后作泵的转速。若采用交流电动机驱动，一般转速为750、1000、1500、3000r/min。3.选取齿宽系数K：对于低压齿轮泵K=610，对于高压齿轮泵K=36。压力高取小值，压力低取大值。4.选取齿数Z：对于中低压齿轮泵：Z=1319；对于高压齿轮泵： Z=614(须齿形修正)。5.计算齿轮模数m：当为标准齿轮时： （mm） （210）当为修正齿轮时： （mm） （211）选取不同的K值及Z代入上式可以得到不同的m值，这样可以获得许多组齿轮泵的参数，可以从其中选择一组比较理想方案，作为所要设计的齿轮泵的参数，并把计算模数圆整为标准模数。6.校验齿轮泵的

42、流量。该流量与设计理论流量相差5%以内为合格。当为标准齿轮时： （） （212）当为修正齿轮时： （） （213）当泵流量与设计理论流量相差很小时，可以修改齿宽系数来调整流量，当相差大时，则需重新修改选定的参数。7.校核齿轮节圆线速度。 （214）式中：节圆直径，(mm) n转速，(r/min) 齿轮节圆许用线速度，其值见表2-1。若轮周速度太大，须减少节圆直径，办法是减少齿数或增加齿宽，有时也可以修改转速n。8.确定困油卸荷槽尺寸。(1)两卸荷槽之间的距离式中：齿轮基节（mm）齿轮啮合角（）分度圆压力角（）两齿轮实际中心距（mm）模数（mm）齿数(2)卸荷槽宽度：式中：重叠系数。(3)卸荷槽

43、深度：卸荷槽深度的大小，影响困油排出的速度，一般取。式中：齿轮模数（mm）。图2-1 困油卸荷槽尺寸计算图9.计算齿轮各部分尺寸：、等，对于修正齿轮，则还须计算中心距A，移距系数、啮合角等。修正后的实际中心距A为标准值： （215）修正后的齿顶圆直径为标准值： （216）啮合角由下式决定： （217）式中：齿轮模数（mm）Z齿数齿轮分度圆直径，；齿根圆直径；齿轮啮合角齿轮压力角保证齿侧间隙为0.08m的移距系数可以通过下式计算： （218）式中：渐开线函数 。上述修正方法称为“增一齿修正”，采用此种修正方法所求得的值是大于为消除根切所需的最小移距系数值。按值可以求出加工时刀具的切削深度，即全齿

44、高。经修正后的齿形不仅消除了根切现象，增加了齿根的强度，而且使齿面接触更紧密，减小了齿面的滑移，提高了泵的机械效率和容积效率。10.参考有关结构对齿轮泵进行结构设计，边计算、边绘图、边修改。例如根据工作压力的高低确定是否需要采用径向液压平衡及轴向间隙的自动补偿；采用何种径向力平衡措施；当压力时，一般采用轴向间隙的自动补偿。是采用三片式结构（由前泵盖、泵体、后泵盖）还是采用两片式结构（由壳体和前盖组成）。三片式结构有以下优点：(1) 毛坯制造容易，甚至可用型材切料；(2)便于机械加工；(3)便于布置双向端面间隙自动补偿，从而改善补偿性能和提高寿命；(4)便于双出轴布置，根据需要可以串接另一个齿轮

45、泵。11.确定液压泵的驱动功率 （kW） （219）式中：p齿轮泵压力，()； Q齿轮泵输出流量，(L/min)； 齿轮泵总效率，一般取=0.750.90。12.强度校核和轴的刚度计算。对低压齿轮泵，齿轮强度不必验算，般均能满足要求；对高压齿轮泵，必须进行齿轮强度校验。采用滚动轴承时，精确地计算轴颈的挠度非常重要。因为即使轴的挠曲并不显著，也会引起滚针或滚柱滚道边缘接触应力剧烈增加，导致这些表面很快就会损坏。采用滑动轴承时，轴的挠曲也会使局部接触应力剧烈增加并破坏润滑油膜，造成轴承的烧伤。为了防止这种破坏，必须尽可能采取措施减少轴的挠度。13.轴承的设计与选择。由于两齿轮的轴线距离较小，往往不

46、能安装所需的球轴承，因此在传统齿轮泵中一般采用径向尺寸较小的滚针轴承或滑动轴承。当采用滑动轴承时，计算出滑动轴承的尺寸d、。当采用滚针轴承时，选择合适的滚针轴承并算出轴承寿命。目前一般齿轮泵轴承的计算寿命不低于1000小时。滚针轴承的优点：工作时摩擦系数小，起动摩擦力矩小，机械效率高；承载能力强；既适用低转速也适用于高转速；能在较大温度范围内工作；抗污染能力强。其缺点是：工作中噪声大；轴承尺寸较大，结构布置不便；当采用长的滚针轴承时，对制造和装配误差较敏感；在高压齿轮泵中，值较大，对滚针精度要求较高以及热处理工艺规程要严格控制。近来趋向于选取短而粗的滚针。滑动轴承的优点是：结构简单；安装方便；

47、工作中噪声低；抗冲击性能好；价格便宜；只要材质和加工精度选择恰当，润滑条件良好，就能承受相当高的负载。其缺点是：抗污染能力差；在高温时油膜强度低，易烧坏；起动时摩擦力矩大；当转速很低时不易形成油膜，易烧坏。复合材料轴承由于结构简单、成本低廉、过载能力强、抗污染能力强等优点，目前在齿轮泵中得到应用。与金属轴承相比，复合材料轴承的摩擦、磨损性能有以下特点：(1)工作负荷与摩擦系数之间的关系不像金属那样决定于弹性接触变形或塑性接触变形，而是决定于摩擦对偶材料之间的工作状态；(2)相对滑动速度和摩擦系数之间的关系决定于聚合物基体材料的蠕变特性、纤维的方位及相对滑动的方向。因而复合材料轴承对相配的轴颈材

48、料、硬度、表面粗糙度等有相应的要求，与轴颈的配合间隙必须严格按厂家推荐的公差进行设计和制造。齿轮泵是可逆元件，从原则上来讲，一般的齿轮泵都可以作为齿轮马达来使用，因此齿轮马达的设计方法和步骤与齿轮泵是相同的，但考虑到马达工作的特殊性，如带载起动、正反转，冲击等，齿轮马达在结构上有如下特点：(1)考虑到马达要正反转，因此马达具有左右对称结构，采用外泄油口。(2)为了改善起动性能，马达一般不宜采用端面间隙自动补偿装置，并选用滚针轴承。(3)要求马达尺寸小，输出转矩脉动小，齿轮马达齿数Z取1014。2.1.3齿轮泵的工艺、材料及技术要求目前使用的齿轮泵中，齿轮和轴通常做成整体。其优点是结构紧凑，装配

49、方便。对于尺寸较大的齿轮泵，齿轮和轴可以做成分离式，齿轮和轴之间采用键联接，这样结构工艺性好，加工齿轮侧面较容易，在平面磨床上加工相同的齿宽很容易获得。齿轮泵通常采用的零件材料是：泵体和端盖采用铸铁或铝合金，齿轮和轴采用45号钢、40Cr、18CrMnTi、20Cr、38CrMoAl等材料(前面两种材料用于低压齿轮泵，后面三种材料用于高压齿轮泵)，材料经渗碳氮化处理，表面硬度达HRC=6062，心部硬度HRC=2844。使齿轮具有较高的耐磨性和冲击韧性。淬火后的工作表面必须磨光。轴套般采用40号钢、40Cr和青铜。下面给出齿轮泵典型零部件的工艺要求，仅供参考。齿轮泵的主要零件的技术要求如下：(

50、1) 泵体内孔锥度和椭圆度小于0.01mm；(2) 齿顶圆和泵体配合D/dc；泵径向间隙一般为0.020.06mm；(3) 一对齿轮宽度差小于0.0050.01mm，一对齿轮同侧轴套宽度差小于0.0050.01mm；(4) 齿轮轴孔和齿顶圆之间的偏心量小于0.0lmm；(5) 用涂色法检查，在齿高方向上，齿轮啮合长度大于65%，在齿宽方向上齿轮啮合长度大于60%；(6) 齿面粗糙度为0.2，齿轮两侧面粗糙度为0.2，轴颈的粗糙度为0.1，泵的其它主要密封面(如轴套内孔表面，轴套端面，齿顶圆表面及泵壳内表面等)的粗糙度一般为0.4；(7) 轴椭圆度及锥度小于0.005mm；(8) 泵体中心偏心距

51、偏差小于0.030.04mm，中心线平行度小于0.010.02mm。2.2叶片泵的设计与计算2.2.1双作用叶片泵主要参数的选择和计算双作用叶片泵给定的设计参数为流量Q、压力p和转速n。根据这些参数来确定和选择泵的主要参数和尺寸。1.双作用叶片泵定子曲线的设计双作用叶片泵的定子曲线是由两段半径为R的大圆弧，两段半径为r的小圆弧以及四段过渡曲线所组成。大半径R和小半径r差值的大小，影响双作用叶片泵输油率的大小。(R-r)越大，泵流量越大，但(R-r)值受到叶片卡死、折断和叶片脱开定子等因素的限制。因此要提高液压泵的流量，除了加大(R-r)值外，还要相应增加R和r的绝对值，以及增大定子的宽度。过渡

52、曲线是定子曲线中的关键问题。设计过渡曲线应综合考虑下面几个方面的要求： (1)使泵的流量均匀。过渡曲线影响双作用叶片泵瞬时流量的均匀性，式(220)为双作用叶片泵瞬时流量计算公式(推导略)： (220)式中：双作用叶片泵的瞬时流量；R定子长半径；r定子短半径；B定子宽度；转子角速度；叶片厚度；叶片槽倾角；Z叶片数；同时处于压出或吸入油腔的所有叶片径向速度之和。从上式可以看到双作用叶片泵的瞬时流量之值受到的影响。如果随转子转角变化为常量，则就均匀。反之，则就不均匀。值随转角的变化规律与定子过渡曲线性质及叶片数有关。因此选择定子曲线时应使叶片在排油腔过渡区的径向速度之和为常量的那些曲线。(2)保证

53、叶片贴紧定子叶片在作径向运动时，叶片的顶部和定子内表面不应发生脱开现象。当叶片处于吸油腔时，叶片要向外伸出所需要的加速度的大小是由定子曲线的性质所决定，叶片能够产生的加速度的大小由叶片自身的离心力的大小所决定。因此叶片的离心加速度应当大于所需要向外伸出的加速度，才能保证叶片贴紧定子的内表面，否则就会使叶片在吸油腔产生脱空现象，到压油腔时又发生叶片撞击定子的内表面，以致引起噪声和增加磨损。 (3)叶片在叶片槽中作径向运动的速度和加速度应当均匀地变化若叶片的径向速度有突变，则径向加速度在理论上为无限大，这样叶片将以很大的力冲击定子，引起噪声和严重磨损，这种速度突变所造成的冲击称为刚性冲击。为了消除

54、速度的突变，必须使过渡曲线和工作曲线在连接点处有公共的切线。如果径向加速度发生突变(但加速度变化为有限值)，则叶片作用在定子内表面上的力就会出现突然地增大，也会产生噪声和增加磨损。这种由于加速度突变所造成的冲击称为柔性冲击。常用的定子过渡曲线有阿基米德螺线、正弦曲线、余弦曲线和等加速曲线。采用阿基米德螺线作过渡曲线时，则过渡曲线的径向升程或极半径按阿基米德螺线规律变化。叶片在阿基米德螺线上滑动时，不会产生刚性冲击和柔性冲击，叶片不会发生脱空现象。但叶片在圆弧和阿基米德螺线的连接点即处，叶片径向速度发生突变，径向加速度为无限大，叶片产生刚性冲击，因此连接点易磨损；采用正弦曲线作过渡曲线，则在过渡

55、区叶片的径向加速度按正弦规律变化，叶片不会产生刚性冲击和柔性冲击，但叶片的最大加速度较大，在过渡区，叶片容易产生脱空现象，为了防止脱空现象的产生，在相同流量条件下则该泵结构尺寸较大，采用余弦曲线作为过渡曲线，在过程曲线和圆弧连接点处有较大的加速度突变，产生较大的柔性冲击，且不能保证泵流量均匀，采用等加速等减速过渡线与圆弧连接点处，叶片有较小的柔性冲击，其叶片加速度的最大值相对于其它型式曲线为最小，因此允许有较大的R/r值，使泵结构紧凑，并且适当选择叶片数可以保证泵流量均匀。下面重点介绍等加速等减速曲线的形成；叶片的径向加速度按等加速等减速规律变化的过渡曲线，简称等加速曲线。也就是在角的前一半运

56、动按等加速规律变化，速度由零逐渐增到最大，在角后一半运动按等减速规律变化，速度由最大逐渐减小到零。等加速曲线方程式求法如下：当时，设叶片径向运动的加速度为： (221)式中： A常量； 转子的角速度。对上式进行积分可得叶片径向运动速度方程式：对上式同理积分，求积分常数，得：由上述公式可以描绘出曲线的极半径，径向度速度及径向度加速度随变化的关系图(见图2-2)。从图中可以看出，采用等加速曲线，当时加速度发生突变，也就是叶片对定子产生柔性冲击。为了保证叶片贴紧定子，不产生脱空现象，要求叶片的离心加速度大于定子曲线的最大加速度，即： (222)式中：叶片长度。图2-2 采用等加速曲线时叶片径向运动的

57、关系图忽略叶片长度的影响，并化简得： (223)根据上式可以计算出的最大许用值(见表2-3)。表2-3 定子曲线为等加速曲线时的Rr值81012161.151.221.271.346由于等加速曲线与其它几种过渡曲线相比，其定子曲线的最大加速度最小，允许有较大的R/r值，也就是在同样设计参数的条件下，采用等加速曲线的叶片泵结构最紧凑。此外，叶片对定子虽有较小的柔性冲击，但不会产生刚性冲击，液压泵工作平稳性和噪声指标均较好，所以我国双作用叶片泵定子过渡曲线均采用等加速曲线。2.确定叶片数Z双作用叶片泵的叶片数影响泵流量的均匀性、自吸性能、转子强度及加工工艺等方面的性能，一般取Z范围在816之间。3

58、.确定叶片厚度叶片厚度选择原则，在压力油的作用下叶片不至于弯曲变形而卡死或断裂。但也不宜过厚，叶片过厚，泵的流量下降，并增加了定子和叶片间的接触应力，使泵寿命下降。一般叶片厚度=1.82.5mm；流量为12200的YB型叶片泵，它的叶片厚度为=2.25mm。4.确定叶片倾斜角对于双作用叶片泵，叶片顶端绕转子旋转方向前倾一个角，目的是为了减小叶片在压油腔沿定子表面运动时的压力角，以改善叶片的受力。在决定叶片倾角的大小时，首先应知道叶片径向安装时(时)其压力角的大小。当叶泵片采用等加速曲线作为定子的过渡曲线时，其压力角的大小是变化的，变化的规律和叶片径向速度变化规律相同。就是压力角从零逐渐增大到最

59、大，后又从最大逐渐减小到零。当时，压力角等于零。当时，压力角为最大。图2-3为叶片压力角和转子槽倾角的计算图。图2-3 叶片压力角和转子槽倾角计算原理图图中：时，过渡曲线在该点的切线； 时，过渡曲线在该点的法线； 转子上叶片槽倾角；当时的叶片安放角；叶片径向放置时最大压力角；叶片前倾角后的实际最大压力角；转子半径。当叶片径向放置时(即)，叶片在过渡曲线上各点的压力角的计算公式可由微分几何中求曲线的切线公式经转换得： （224）根据式(224)求得等加速曲线，当时的最大压力角计算公式为：当叶片存在安放角时，则实际压力角为：由于是在0之间变化的，为了使整个工作范围内实际压力角都不太大，一般取角是由

60、转子槽倾角及定子长短半径等来保证的，由图2-3可知，和有如下关系：5.确定叶片泵的转子半径和转子宽度B转子的半径由转子的强度，叶片工作高度(R-r)及花键轴孔的大小而定，通常设计时可参考母型选用与其流量相似的现有泵的尺寸。定子的短圆弧半径毫米。定子宽度等于转子宽度，也等于叶片宽度。流量为25200L/min，YB叶片泵B=2040mm。6.定子长半径R的计算根据上面选取的Z、B、r等参数及给定的设计参数Q、n，则可以根据流量计算公式来计算定子长半径R： (L/min)取。将上式展开，并合并同类项，则得一元二次方程式，其解为： (取正值)为了保证定子曲线部分能很好和圆弧衔接，保证叶片在离心力的作

61、用下压紧在定子的内表面上，定子长短半径的比值R/r的大小有一定的限制，因此计算出R值后还必校验R/r的比值，使R/rR/r。其中R/r为表2-3中的值。7.双作用叶片马达设计时要注意以下几点：(1)为了保证叶片马达的起动转矩，在叶片底部装有燕式扭力弹簧，保证起动时叶片贴紧定子。(2)叶片马达要求能正反转，因此叶片在转子槽中是径向放置的，没有倾斜角度，为了改善叶片的受力，减小(R-r)值。(3)为了使叶片底部能够始终都通压力油，不受油马达旋转方向的影响，因此在马达中还装有两个单向阀。2.2.2叶片泵主要零件的材料及技术要求目前叶片泵主要零件采用以下几种材料：泵体采用HT 30-54铸铁；叶片采用高速钢(W18Cr4V)，热处理采用软氮化，HRC=6064，以增加耐磨性，叶片材料很难用其它碳钢材料代替，因为其它碳钢红硬性差，很快会磨损；定子采用GCrl5、Crl2MoV或3